关键词：
液压计算（精选九篇）
液压计算 篇1
1 拟定液压系统
在明确基本要求的基础上, 进行工况分析负载计算, 拟定总体工作原理图, 再对各回路执行元件进行计算及选型。初选本系统压力为20MPa。此系统是向多台液动机供油且要求机械尺寸较大的场合故宜选用开式系统。根据工作需要, 选用一四联油泵供油, 其功能:第一联泵用于驱动回转马达快速回转和进给液压缸快速运动及行走马达回转, 第二联泵用于驱动回转马达钻进转动, 第三联泵用于驱动液压缸工作运动, 第四联泵用于起落油缸、液压扳手、千斤顶、副卷扬马达、泡沫泵马达的驱动。各液动件的控制通过四联阀M2和七联阀M4以及两个三位四通阀来完成。根据总体设计思路该全液压钻机液压系统结构示意图如图所示:
2 方向控制阀的选择
(1) 方向阀M2采用四联多路换向阀。第一联泵出油口通过该阀。由于第一联泵驱动动力头马达和两个行走马达回转及进给液压缸运动, 故需要多回路换向阀为并联组合。可单独控制其中一个元件也可同时控制多个元件。该阀当所有阀杆处于中位时, 液压油通过常通油道返回油箱。 (2) 换向阀1采用三位四通阀, 第二联泵出油口通过该阀, 控制动力头马达工作回转也可与四联阀中的控制油路合流来实现动力头马达快速回转。阀杆处于中位时进出油口连通, 油泵卸荷。 (3) 换向阀3采用三位四通阀, 第三联泵出油口通过该阀, 其控制进给液压缸工作伸缩, 也可与四联阀中的控制油路合流实现进给液压缸快速伸缩。同时也可通过控制进给液压缸来实现主卷扬运动。阀杆处于中位进出油口连通, 油泵卸荷。 (4) 换向阀M4采用七联并路换向阀, 第四联泵出油口通过该阀, 控制前后四个千斤顶, 升降油缸, 副卷扬马达, 液压扳手油缸和泡沫泵马达的运行。
3 主要元件的设计计算及选择
3.1 回转液压马达选型
初步确定系统压力后, 选型时还应从满足最大外负载方面要求来考虑。本钻机液压系统所需工作压力为20MPa, 动力机构中选用一级减速器由双回转马达带动钻杆运动。钻杆所受最大负载力矩3450N.m。减速器传动比i=3.56每个马达所需力矩484.6 N.m。故选用伊顿齿轮马达2750型号:额定转速464r/min额定扭矩510N.m排量160ml/r。
3.2 进给液压缸设计
进给液压缸是通过推动或拉动动滑轮组牵引动力头在导轨上滑动来实现推进钻杆钻入或提升钻杆的运动。当和动滑轮组相连接的活塞杆行程为s时, 动力头的行程为2s。活塞杆伸长时, 动力头向上运动拔起钻杆, 无杆腔进油;当活塞杆缩短时, 动力头向下运动推进钻杆有杆腔进油。当进给液压缸快速进给时, 由第一、二联泵同时供油。液压缸慢速工作运动由第三联泵供油。
下面对缸体参数进行设计, 缸体外径D可按下列公式初步计算:
液压缸的负载为推力时:
液压缸的负载为拉力时:) , 式中F1、F2为液压缸使用的推力, 拉力φ为液压缸的负载率, 取0.5～0.7, η为液压缸的总效率, 取0.7～0.9, P为液压缸的供油压力, 即系统压力, d为活塞杆直径, 系统压力P=20MPa, φ取0.7, η取0.8, F1=40kN, F2=65kN, 经计算D=92.18mm, d=62.1mm。圆整成标准值:外径D=1 00 m m, 内径d=63m m。, 取0.=92.18mm径D=1大行程决压缸的壁值10mm。给液压马, 由于三个
液压缸长度由最大行程决定液压缸的长度L=2000mm。液压缸的壁厚:按中等壁厚计算缸筒壁厚, 取值10mm。
3.3 四联泵的选择
四联泵第一联泵给液压马达、行走马达、进给液压缸供油, 由于三个液动件不同时动作, 即使同时动作也不需要达到最大流量, 所以第一联泵额定流量以液压马达和行走马达中的最大流量来确定即可。行走马达选用GM04VA型液压马达其额定流量:104L/min, 回转马达工作时所需最大流量经计为:148L/min。故需按液压马达的流量来选型, 在此所选四联泵型为;CB-KpT80/80/63/10, 第一、二、三联泵额定压力:20MPa第四联泵额定压力为16MPa, 排量分别为:80ml/r、80ml/r、63ml/r, 10ml/r;额定转速:2000r/min, 容积效率取0.96, 其额定流量:153.6L/min所以额定流量大于液压马达的所需流量, 第一联泵能够满足要求。
动力头马达, 进给液压缸工作时需要稳定的动力为了不相互干扰故分别采取了独立的供油泵即四联泵的第二、三联泵, 经检验泵的流量满足各液动件工作条件要求。四联泵第四联泵, 经检验也能满足使用要求。
4 结语
该液压系统在设计中各参数设定及液压元件选型合理, 选用多路换向阀提高了原动机的能量利用率。全液压系统能自行收放钻架, 驱动整机移动, 提高了其灵活性, 便于局部区域连续作业, 降低了成本。
摘要：就目前国内外生产的水井钻机现状来看, 液压传动动力头式钻机是当前水井钻机发展的主要趋势。本文就全液压传动动力头式水井钻机的全液压系统进行了设计分析。
关键词：钻机,液压传动,多路换向阀,四联泵
参考文献
[1]丁又青, 周小鹏.液压传动与控制[M].重庆:重庆大学出版社.
[2]严国英.多功能全液压钻机液压系统设计[J].液压传动, 2005 (8) .
液压传动系统设计与计算 篇2
1.明确设计要求，进行工况分析，
2.初定液压系统的主要参数。
3.拟定液压系统原理图。
4.计算和选择液压元件。
5.估算液压系统性能。
6.绘制工作图和编写技术文件。
根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。
第一节 明确设计要求进行工况分析
在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。
1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。
2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。
3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。
图9-1位移循环图
在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。
一、运动分析
主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。
1.位移循环图L—t
图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。
2.速度循环图v—t(或v—L)
工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图9-2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，
图9-2 速度循环图
最后匀减速运动到终点;第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等;第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。
二、动力分析
动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。
1.液压缸的负载及负载循环图
(1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：
F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)
式中：Fc为切削阻力;Ff为摩擦阻力;Fi为惯性阻力;FG为重力;Fm为密封阻力;Fb为排油阻力。
图9-3导轨形式
①切削阻力Fc：为液压缸运动方向的工作阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。该作用力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。
②摩擦阻力Ff：
为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其
计算方法可查有关的设计手册。图9-3为最常见的两种导轨
液压系统设计的步骤大致如下：
1.明确设计要求，进行工况分析。
2.初定液压系统的主要参数。
3.拟定液压系统原理图。
4.计算和选择液压元件。
5.估算液压系统性能。
6.绘制工作图和编写技术文件。
根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。
第一节 明确设计要求进行工况分析
在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。
1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。
2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。
3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。
图9-1位移循环图
在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。
一、运动分析
主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。
1.位移循环图L—t
图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。
2.速度循环图v—t(或v—L)
工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图9-2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，
图9-2 速度循环图
最后匀减速运动到终点;第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等;第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。
二、动力分析
动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。
1.液压缸的负载及负载循环图
(1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：
F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb (9-1)
式中：Fc为切削阻力;Ff为摩擦阻力;Fi为惯性阻力;FG为重力;Fm为密封阻力;Fb为排油阻力。
图9-3导轨形式
①切削阻力Fc：为液压缸运动方向的工作阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。该作用力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。
②摩擦阻力Ff：
为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其
计算方法可查有关的设计手册。图9-3为最常见的两种导轨
形式，其摩擦阻力的值为：
平导轨： Ff=f∑Fn (9-2)
V形导轨： Ff=f∑Fn/[sin(α/2)] (9-3)
式中：f为摩擦因数，参阅表9-1选取;∑Fn为作用在导轨上总的正压力或沿V形导轨横截面中心线方向的总作用力;α为V形角，一般为90°。
③惯性阻力Fi。惯性阻力Fi为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可按下式计算：
(9-4)
表9-1 摩擦因数f
导轨类型
导轨材料运动状态摩擦因数(f)滑动导轨铸铁对铸铁启动时低速(v<0.16m/s) 高速(v>0.16m/s)0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08滚动导轨铸铁对滚柱(珠) 淬火钢导轨对滚柱(珠)0.005～0.020.003～0.006静压导轨铸铁0.005
式中：m为运动部件的质量(kg);a为运动部件的加速度(m/s2);G为运动部件的重量(N);g为重力加速度，g=9.81 (m/s2);Δv为速度变化值(m/s);
Δt为启动或制动时间(s)，一般机床Δt=0.1～0.5s，运动部件重量大的取大值。
④重力FG：垂直放置和倾斜放置的移动部件，其本身的重量也成为一种负载，当上移时，负载为正值，下移时为负值。
⑤密封阻力Fm：密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。在初 算时，可按缸的机械效率(ηm=0.9)考虑;验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。
⑥排油阻力Fb：排油阻力为液压缸回油路上的阻力，该值与调速方案、系统所要求的稳定性、执行元件等因素有关，在系统方案未确定时无法计算，可放在液压缸的设计计算中考虑。
(2)液压缸运动循环各阶段的总负载力。液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段，每个阶段的总负载力是有区别的。 ①启动加速阶段：这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力(按缸的机械效率ηm=0.9计算)、重力和惯性力等项，即：
F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb (9-5)
②快速阶段： F=Ff±FG+Fm+Fb (9-6)③工进阶段： F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb (9-7)④减速： F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb (9-8)
对简单
液压系统，上述计算过程可简化。例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需计算快速阶段和工进阶段的总负载力。
(3)液压缸的负载循环图。对较为复杂的液压系统，为了更清楚的了解该系统内各液压缸(或液压马达)的速度和负载的变化规律，应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间t或位移L按相同的坐标绘制液压缸的负载时间(F—t)或负载位移(F—L)图，然后将各液压缸在同一时间t(或位移)的负载力叠加。
图9-4负载循环图
图9-4为一部机器的F—t图，其中：0～t1为启动过程;t1～t2为加速过程;t2～t3为恒速过程; t3～t4为制动过程。它清楚地表明了液压缸在动作循环内负载的规律。图中最大负载是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。
2.液压马达的负载
工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：M=Me+Mf+Mi (9-9)
(1)工作负载力矩Me。工作负载力矩可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件进行具体分析。
(2)摩擦力矩Mf。为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：
Mf=GfR(N·m) (9-10)
式中：G为旋转部件的重量(N);f为摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数;R为轴颈半径(m)。
(3)惯性力矩Mi。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为：
Mi=Jε=J(N·m) (9-11)
式中：ε为角加速度(r/s2);Δω为角速度的变化(r/s);Δt为加速或减速时间(s);J为旋转部件的转动惯量(kg·m2)，J=1GD2/4g。
式中：GD2为回转部件的飞轮效应(Nm2)。
各种回转体的GD2可查《机械设计手册》。
根据式(9-9)，分别算出液压马达在一个工作循环内各阶段的负载大小，便可绘制液压马达的负载循环图。
第二节 确定液压系统主要参数
一、液压缸的设计计算
1.初定液压缸工作压力 液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：
(1)各类设备的不同特点和使用场合。
(2)考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重;压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。
所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：是根据机械类型选;二是根据切削负载选。
如表9-2、表9-3所示。
表9-2 按负载选执行文件的工作压力
负载/N
<5000500～1000010000～020000～3000030000～50000>50000工作压力/MPa≤0.8～11.5～22.5～33～44～5>5
表9-3 按机械类型选执行文件的工作压力
机械类型
机 床农业机械工程机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/MPaa≤23～5≤88～1010～1620～32
2.液压缸主要尺寸的计算
缸的有效面积和活塞杆直径，可根据缸受力的平衡关系具体计算，详见第四章第二节。
3.液压缸的流量计算
液压缸的最大流量： qmax=A·vmax (m3/s) (9-12)
式中：A为液压缸的有效面积A1或A2(m2);vmax为液压缸的最大速度(m/s)。
液压缸的最小流量： qmin=A·vmin(m3/s) (9-13)
式中：vmin为液压缸的最小速度。
液压缸的最小流量qmin，应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。若不满足此要求时，则需重新选定液压缸的工作压力，使工作压力低一些，缸的有效工作面积大一些，所需最小流量qmin也大一些，以满足上述要求。
流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。
二、液压马达的设计计算
1.计算液压马达排量 液压马达排量根据下式决定：
vm=6.28T/Δpmηmin(m3/r) (9-14)
式中：T为液压马达的负载力矩(N·m);Δpm为液压马达进出口压力差(N/m3);ηmin为液压马达的机械效率，一般齿轮和柱塞马达取0.9～0.95，叶片马达取0.8～0.9。
2.计算液压马达所需流量液压马达的最大流量：
qmax=vm·nmax(m3/s)
式中：vm为液压马达排量(m3/r);nmax为液压马达的最高转速(r/s)。
第三节 液压元件的选择
一、液压泵的确定与所需功率的计算
1.液压泵的确定
(1)确定液压泵的最大工作压力。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即
pB=p1+ΣΔp (9-15)
ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为(2～5)×105Pa，用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为(5～15)×105Pa，ΣΔp也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查找，也可参照表9-4选
取。
表9-4 常用中、低压各类阀的压力损失(Δpn)
阀名
Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)阀名Δpn(×105Pa)单向阀0.3～0.5背压阀3～8行程阀1.5～2转阀1.5～2换向阀1.5～3节流阀2～3顺序阀1.5～3调速阀3～5
(2)确定液压泵的流量qB。泵的流量qB根据执行元件动作循环所需最大流量qmax和系统的泄漏确定。
①多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即
qB≥K(Σq)max(m3/s) (9-16)
式中：K为系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值;(Σq)max为同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(m3/s)。
②采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为：
qB≥K(A1-A2)vmax(m3/s) (9-17)
式中：A 1，A 2为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积(m2);vmax为活塞的最大移动速度(m/s)。
③当系统使用蓄能器时，液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取，即
qB=ViK/Ti (9-18)
式中：Vi为液压缸在工作周期中的总耗油量(m3);Ti为机器的工作周期(s);Z为液压缸的个数。
(3)选择液压泵的规格：根据上面所计算的最大压力pB和流量qB，查液压元件产品样本，选择与PB和qB相当的液压泵的规格型号。
上面所计算的最大压力pB是系统静态压力，系统工作过程中存在着过渡过程的动态压力，而动态压力往往比静态压力高得多，所以泵的额定压力pB应比系统最高压力大25%～60%，使液压泵有一定的压力储备。若系统属于高压范围，压力储备取小值;若系统属于中低压范围，压力储备取大值。
(4)确定驱动液压泵的功率。
①当液压泵的压力和流
量比较衡定时，所需功率为：
p=pBqB/103ηB (kW) (9-19)
式中：pB为液压泵的最大工作压力(N/m2);qB为液压泵的流量(m3/s);ηB为液压泵的总效率，各种形式液压泵的总效率可参考表9-5估取，液压泵规格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，变量泵取小值。
表9-5 液压泵的总效率
液压泵类型
齿轮泵
螺杆泵
叶片泵
柱塞泵
总效率
0.6～0.7
0.65～0.80
0.60～0.75
0.80～0.85
②在工作循环中，泵的压力和流量有显著变化时，可分别计算出工作循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其平均值，即
p=(9-20)
式中：t1，t2，…，tn为一个工作循环中各阶段所需的时间(s);P1，P2，…，Pn为一个工作循环中各阶段所需的功率(kW)。
按上述功率和泵的转速，可以从产品样本中选取标准电动机，再进行验算，使电动机发出最大功率时，其超载量在允许范围内，
二、阀类元件的选择
1.选择依据
选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。
2.选择阀类元件应注意的问题
(1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。
(2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取;选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。
(3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。
三、蓄能器的选择
1.蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：
V=ΣAiLiK-qBt(m3) (9-21)
式中：A为液压缸有效面积(m2);L为液压缸行程(m);K为液压缸损失系数，估算时可取K=1.2;qB为液压泵供油流量(m3/s);t为动作时间(s)。
2.蓄能器作应急能源时，其有效容积为：
V=ΣAiLiK(m3) (9-22)
当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。
根据求出的有效
容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。
四、管道的选择
1.油管类型的选择
液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。
(1)钢管：中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。
(2)铜管：紫铜管工作压力在6.5～10MPa以下，易变曲，便于装配;黄铜管承受压力较高，达25MPa，不如紫铜管易
弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。
(3)软管：用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物;低压橡胶软管中夹有棉线或麻线编织物;尼龙管是乳白色半透明管，承压能力为2.5～8MPa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。
2.油管尺寸的确定
(1)油管内径d按下式计算：
d=(9-23)
式中：q为通过油管的最大流量(m3/s);v为管道内允许的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s);压力油管取2.5～5(m/s);回油管取1.5～2(m/s)。
(2)油管壁厚δ按下式计算：
δ≥p·d/2〔σ〕 (9-24)
式中：p为管内最大工作压力;〔σ〕为油管材料的许用压力，〔σ〕=σb/n;σb为材料的抗拉强度;n为安全系数，钢管p<7MPa时，取n=8;p<17.5MPa时，取n=6;p>17.5MPa时，取n=4。
根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管。
五、油箱的设计
油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通;闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。
1.油箱设计要点
(1)油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%。
(2)吸箱管和回油管的间距应尽量大。
(3)油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油。
(4)注油器上应装滤网。
(5)油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。
2.油箱容量计算
油箱的有效容量V可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。
V=KΣq (9-25)
式中：K为系数，低压系统取2～4，中、高压系统取5～7;Σq为同一油箱供油的各液压泵流量总和。
六、滤油器的选择
选择滤油器的依据有以下几点：
(1)承载能力：按系统管路工作压力确定。
(2)过滤精度：按被保护元件的精度要求确定，选择时可参阅表9-6。
(3)通流能力：按通过最大流量确定。
(4)阻力压降：应满足过滤材料强度与系数要求。
表9-6 滤油器过滤精度的选择
系统
过滤精度(μm)元件过滤精度(μm)低压系统100～150滑阀1/3最小间隙70×105Pa系统50节流孔1/7孔径(孔径小于1.8mm)100×105Pa系统25流量控制阀2.5～30140×105Pa系统10～15安全阀溢流阀15～25电液伺服系统5高精度伺服系统2.5
第四节 液压系统性能的验算
为了判断液压系统的设计质量，需要对系统的压力损失、发热温升、效率和系统的动态特性等进行验算。由于液压系统的验算较复杂，只能采用一些简化公式近似地验算某些性能指标，如果设计中有经过生产实践考验的同类型系统供参考或有较可靠的实验结果可以采用时，可以不进行验算。
一、管路系统压力损失的验算
当液压元件规格型号和管道尺寸确定之后，就可以较准确的计算系统的压力损失，压力损失包括：油液流经管道的沿程压力损失ΔpL、局部压力损失Δpc和流经阀类元件的压力损失ΔpV，即：
Δp=ΔpL+Δpc+ΔpV (9-26)
计算沿程压力损失时，如果管中为层流流动，可按下经验公式计算：
ΔpL=4.3V·q·L×106/d4(Pa) (9-27)
式中：q为通过管道的流量(m3/s);L为管道长度(m);d为管道内径(mm);υ为油液的运动粘度(m2)。
局部压力损失可按下式估算：
Δpc=(0.05～0.15)ΔpL (9-28)
阀类元件的ΔpV值可按下式近似计算：
ΔpV=Δpn(qV/qVn)2(Pa) (9-29)
式中：qVn为阀的额定流量(m3/s);qV为通过阀的实际流量(m3/s);Δpn为阀的额定压力损失(Pa)。
计算系统压力损失的目的，是为了正确确定系统的调整压力和分析系统设计的好坏。
系统的调整压力：
p0≥p1+Δp (9-30)
式中：p0为液压泵的工作压力或支路的调整压力;p1为执行件的工作压力。
如果计算出来的Δp比在初选系统工作压力时粗略选定的压力损失大得多，应该重新调
整有关元件、辅件的规格，重新确定管道尺寸。
二、系统发热温升的验算
系统发热来源于系统内部的能量损失，如液压泵和执行元件的功率损失、溢流阀的溢流损失、液压阀及管道的压力损失等。这些能量损失转换为热能，使油液温度升高。油液的温升使粘度下降，泄漏增加，同时，使油分子裂化或聚合，产生树脂状物质，堵塞液压元件小孔，影响系统正常工作，因此必须使系统中油温保持在允许范围内。一般机床液压系统正常工作油温为30～50℃;矿山机械正常工作油温50～70℃;最高允许油温为70～90℃。
1.系统发热功率P的计算
P=PB(1-η) (W) (9-31)
式中：PB为液压泵的输入功率(W);η为液压泵的总效率。
若一个工作循环中有几个工序，则可根据各个工序的发热量，求出系统单位时间的平均发热量：
P=(w) (9-32)
式中：T为工作循环周期(s);ti为第i个工序的工作时间(s);Pi为循环中第i个工序的输入功率(W)。
2.系统的散热和温升系统的散热量可按下式计算：
P′=(W) (9-33)
式中：Kj为散热系数(W/m2℃)，当周围通风很差时，K≈8～9;周围通风良好时，K≈15;用风扇冷却时，K≈23;用循环水强制冷却时的冷却器表面K≈110～175;Aj为散热面积(m2)，当油箱长、宽、高比例为1∶1∶1或1∶2∶3，油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似看成A=0.065(m2)，式中V为油箱体积(L);Δt为液压系统的温升(℃)，即液压系统比周围环境温度的升高值;j为散
热面积的次序号。
当液压系统工作一段时间后，达到热平衡状态，则：
P=P′
所以液压系统的温升为：
Δt=(℃) (9-34)
计算所得的温升Δt，加上环境温度，不应超过油液的最高允许温度。
当系统允许的温升确定后，也能利用上述公式来计算油箱的容量。
三、系统效率验算
液压系统的效率是由液压泵、执行元件和液压回路效率来确定的。
液压回路效率ηc一般可用下式计算：
ηc=(9-35)
式中：p1，q1;p2，q2;……为每个执行元件的工作压力和流量;pB1，qB1;pB2，qB2为每个液压泵的供油压力和流量。
液压系统总效率：η=ηBηCηm (9-36)
式中：ηB为液压泵总效率;ηm为执行元件总效率;ηC为回路效率。
第五节 绘制正式工作图和编写技术文件
经过对液压系统性能的验算和必要的修改之后，便可绘制正式工作图，它包括绘制液压系统原理图、系统管路装配图和各种非标准元件设计图。
正式液压系统原理图上要标明各液压元件的型号规格。对于自动化程度较高的机床，还应包
括运动部件的运动循环图和电磁铁、压力继电器的工作状态。
管道装配图是正式施工图，各种液压部件和元件在机器中的位置、固定方式、尺寸等应表示清楚。
自行设计的非标准件，应绘出装配图和零件图。
编写的技术文件包括设计计算书，使用维护说明书，专用件、通用件、标准件、外购件明细表，以及试验大纲等。
第六节 液压系统设计计算举例
某厂汽缸加工自动线上要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床，机床有主轴16根，钻14个φ13.9mm的孔，2个φ8.5mm的孔，要求的工作循环是：快速接近工件，然后以工
作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止;工件材料：铸铁，硬度HB为240;假设运动部件重G=9800N;快进快退速度v1=0.1m/s;动力滑台采用平导轨，静、动摩擦因数μs=0.2，μd=0.1;往复运动的加速、减速时间为0.2s;快进行程L1=100mm;工进行程L2=50mm。试设计计算其液压系统。
一、作F—t与v—t图
1.计算切削阻力钻铸铁孔时，其轴向切削阻力可用以下公式计算：
Fc=25.5DS0.8硬度0.6 (N)
式中：D为钻头直径(mm);S为每转进给量(mm/r)。
选择切削用量：钻φ13.9mm孔时，主轴转速n1=360r/min，每转进给量S1=0.147mm/r;钻8.5mm孔时，主轴转速n2=550r/min，每转进给量S2=0.096mm/r。则
Fc=14×25.5D1S0.81硬度0.6+2×25.5D2S0.82硬度0.6=
14×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6+2×25.5×8.5×0.0960.8×2400.6=30500(N)
2.计算摩擦阻力
静摩擦阻力：Fs=fsG=0.2×9800=1960N
动摩擦阻力：Fd=fdG=0.1×9800=980N
3.计算惯性阻力
4.计算工进速度
工进速度可按加工φ13.9的切削用量计算，即：
v2=n1S1=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10-3m/s
5.根据以上分析计算各工况负载如表9-7所示。
表9-7 液压缸负载的计算
其中，取液压缸机械效率ηcm=0.9。
6.计算快进、工进时间和快退时间
快进： t1=L1/v1=100×10-3/0.1=1s
工进： t2=L2/v2=50×10-3/0.88×10-3=56.6s
快退： t3=(L1+L2)/v1= (100+50)×10-3/0.1=1.5s
7.根据上述数据绘液压缸F—t与v—t图见图9-5。
图9-5 F—t与v—t图
二、确定液压系统参数
1.初选液压缸工作压力
由工况分析中可知，工进阶段的负载力最大，所以，液压缸的工作压力按此负载力计算，根据液压缸与负载的关系，选p1=40×105Pa。本机床为钻孔组合机床，为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压，设背压p2=6×105Pa，为使快进快退速度相等，选用A1=2A2差动油缸，假定快进、快退的回油压力损失为Δp=7×105Pa。
2.计算液压缸尺寸由式(p1A1-p2A2)ηcm=F得：
液压缸直径：D=
取标准直径：D=110 mm
因为A1=2A2，所以d=≈80mm
则液压缸有效面积：
A1=πD2/4=π×112/4=95cm2
A2=π/4 (D2-d2)=π/4 (112-82)=47cm2
3.计算液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表。
表9-8 液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表
工况
计算公式F0/nP2/paP1/paQ/(10-3m3/s)P/kw快进启动P1=F0/A+p22180P2=04.6*1050.5加速Q=av11650P2=7x10510.5*105快进P=10-3p1q10909x1050.5工进p1=F0/a1+p2/2q=A1V1p=10-3p1q3500P2=6x10540x1050.83x1050.033快退反向启动P1=F0/a1+2p22180P2=04.6x105加速165017.5x105快退Q=A2V21090P2=7*10516.4x1050.50.8制动P=10-3p1q53215.2x105图9—6 液压缸工况图
4.绘制液压缸工况图见图9-6。
三、拟定液压系统图
1.选择液压回路
(1)调速方式;由工况图知，该液压系统功率小，工作负载变化小，可选用进油路节流调速，为防止钻通孔时的前冲现象，在回油路上加背压阀。
(2)液压泵形式的选择;从q—t图清楚的看出，系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.5/0.83×10-2≈60，其相应的时间之比t2/t1=56。根据该情况，选叶片泵较适宜，在本方案中，选用双联叶片泵。
(3)速度换接方式：因钻孔工序对位置精度及工作平稳性要求不高，可选用行程调速阀或电磁换向阀。
(4)快速回路与工进转快退控制方式的选择：为使快进快退速度相等，选用差动回路作快速回路。
2.组成系统在所选定基本回路的基础上，再考虑其他一些有关因素组成图9-7所示液压系统图。
四、选择液压元件
1.选择液压泵和电动机
(1)确定液压泵的工作压力。前面已确定液压缸的最大工作压力为40×105Pa，选取进油管路压力损失Δp=8×105Pa，其调整压力一般比系统最大工作压力大5×105Pa，所以泵的工作压力pB=(40+8+5)×105=53×105Pa
这是高压小流量泵的工作压力。
由图9-7可知液压缸快退时的工作压力比快进时大，取其压力损失Δp′=4×105Pa，则快退时泵的工作压力为：
pB=(16.4+4)×105
=20.4×105Pa
这是低压大流量泵的工作压力。
(2)液压泵的流量。由图9-7可知，快进时的流量最大，其值为30L/min，最小流量在工进时，其值为0.51L/min，根据式9-20，取K=1.2，
则： qB=1.2×0.5×10-3=36L/min
由于溢流阀稳定工作时的最小溢流量为3L/min，故小泵流量取3.6L/min。
根据以上计算，选用YYB-AA36/6B型双联叶片泵。
(3)选择电动机：
由P-t图可知，最大功率出现在快退工况，其数值如下式计算：
P=
式中：ηB为泵的总效率，取0.7;q1=36L/min=0.6×10-3m3/s，为大泵流量;q2=6L/min=0.1×10-3m3/s，为小泵流量。
根据以上计算结果，查电动机产品目录，选与上述功率和泵的转速相适应的电动机。
2.选其他元件 根据系统的工作压力和通过阀的实际流量选择元、辅件，其型号和参数如表9-9所示。
表9-9 所选液压元件的型号、规格
3.确定管道尺寸
根据工作压力和流量，按式(9-27)、式(9-28)确定管道内径和壁厚。(从略)
4.确定油箱容量油箱容量可按经验公式估算，取V=(5～7)q。
液压计算 篇3
关键词:辅助;建模;三维;模拟
中图分类号:TP274+.2文献标识码:A文章编号:1007-9599 (2010) 09-0000-02
Computer-Aided Design in the Application of Hydraulic Circuit
Hao Pengliang
(Shengyang Oil&Gas Transportation Sub-Company,Shenyang110031,China)
Abstract:Along with calculator technical development,CAD (Computer Aided Design,CAD)gradually in engineering design has been widely used, and gradually replace the traditional manual design.SolidWorks software is the world's first Windows-based development of 3D CAD systems,it is powerful,easy to use in this paper,a hydraulic circuit system of Making Animation of CAI to introduce examples of modeling steps SolidWorks software,simulation and re ndering functions are used.
Keywords:Aid;Modeling;Three-dimensional;Simulation
在传统的设计中,有创造性的思维劳动,有综合的分析与判断,也有复杂的计算和精密的绘图等,工作量很大而且有很多重复性的繁琐劳动,要由设计者来完成所有环节的工作,设计效率很低。随着计算机技术的发展,计算机辅助设计(Computer Aided Design, CAD)逐渐在工程设计中得到了广泛的应用,并逐步替代了传统的手工设计。SolidWorks软件是在总结和继承了大型机械CAD软件的基础上,在Windows环境下实现的第一个机械CAD软件。SolidWorks软件为了完善其强大的功能,在内部设置了数个插件。如高级渲染软件PhotoWorks、特征识别软件FeatureWorks等。
一、液压回路的设计
顺序动作回路作为多执行元件控制回路的一种,其功用在于使几个执行元件严格按照预定顺序依次动作。通过控制因素,顺序回路可分为压力检测,位置检测,流量检测和时间设定四种。
其中,压力控制顺序动作回路 利用液压系统工作过程中的压力变化来 使执行元件按顺序先后动作. 使执行元件按顺序先后动作,是液压系统独具的控制特性,有很强的典型性。因此,我们在进行典型液压回路CAI制作时,选择压力控制顺序动作回路作为蓝本。
图1-1即为选定的压力控制顺序动作回路简图。其具体的工作过程是:当按下启动按钮,电磁铁1Y得电,左侧液压缸活塞开始前进。到右端点后,回路压力持续升高,压力继电器1K动作,使得电磁铁3Y得电,右侧液压缸活塞开始前进。按下返回按钮后,1Y和3Y失电,4Y得电,右侧液压缸首先退回到原位,之后回路压力升高,压力继电器2K动作,使2Y得电,左侧缸后退返回原位。
二、液压原件的选择
(一)液壓缸的选择
根据CAI课件演示的基本原则和要求,并根据双作用式单杆活塞缸的基本构造,拟确定本设计实例中的液压缸组成元件有:缸底、法兰、Yx型密封圈、钢筒、活塞杆、O型密封圈、导向套、缸盖、防尘圈、活塞、螺栓、连接螺钉。
(二)液压缸主要尺寸确定
本次设计条件参数
F = 800 N
v = 100 mm/s
P = 210 bar = 22050 Pa
L = 300 mm
液压缸主要尺寸的确定
1.缸筒内径D,通过计算取D为220 mm。
2.活塞杆外径d。因为无法确定该液压缸的速度比λv,故根据活塞杆受力状况来确定活塞杆直径d。由经验公式,取d=0.5D,则d=107.5mm,取d为110mm。
3.缸筒长度s。缸筒长度L由最大工作行程长度L加上各种结构需要来确定,
即:s=L+B+A+C
其中,L为活塞的最大工作行程;B为活塞宽度,一般为(0.6-1.0)D;A为导向套滑动面长度,当D>80mm时,一般取(0.6-1.0)d;C为其他长度(隔套)。
导向套滑动面长度A=(0.6-1.0)d
故取:A=80mm
活塞宽度B = (0.6-1.0) D
故取:B=120 mm
选择液压缸缸筒长度:s=500 mm
4.最小导向长度H。根据经验,液压缸的最小导向长度H= =125mm
又因为导向长度H不够,所以需要在活塞杆上增加一个导向隔套K来增加H值。
隔套K的宽度C:C=H- (A+B)=25mm
(三)齿轮泵的选择
在本设计中,选用CB-B2.5型齿轮泵作为制作实例。
而根据实际需要和演示效果的考虑,确定本设计中制作的CB-B2.5齿轮泵的整体结构中,包括的零件有:弹簧挡圈、压盖、轴承、后盖、键、齿轮、泵体、前盖、螺钉、密封座、密封环、长轴、短轴和圆柱销,并包含卸荷沟。
(四)液压缸其它部分的设计
1.缸筒和缸盖的连接,选用常用在铸铁制缸筒上的法兰连接。
2.活塞与活塞杆的连接,选择螺母连接作为本例液压缸中活塞与活塞杆的连接形式。
3.密封装置。根据本例中的具体需求,选用O型圈密封的方式。
三、建模
根据上文的装配体分解结构,再把分解出的零件以三维建模的思路继续分解成具有相加减关系的各种特征,从而通过“草图绘制——特征建模”的方法制作各种零件。由于具体的建模步骤属于SolidWorks软件的基本操作过程,且较为简单,故在这里不做过多的描述。
唯一值得一提的是各种密封元件的建模方法。由于O型密封圈、Yx型密封圈等元件的外形特点不甚规则,因此利用普通的“拉伸”、“切除”方法难以制作出符合要求的实体。
为解决这一问题,我们首先应该分析出相应密封圈的截面形状,并在一参考平面A上精确绘制出截面的草图。然后在垂直于参考平面A建立的参考平面B上绘制一个通过截面草图的圆。最后可利用“扫描”功能,在建模模式下完成密封圈实体的制作。
四、压力控制顺序动作回路CAI的制作
因为压力控制顺序动作回路装配体所包含的所有零件文件,均是制作的零件实体的简图。因此这一建模过程与上面两种元件的建模相比,更为简单。
但是,CAI课件的核心是把传统教学中的“静”,转化为现代教学中的“动”,因此,如何制作出符合要求的压力控制顺序动作回路演示动画,成为了关键。在制作动画之前,首先要根据零件本身的特点和演示的要求,拟定出动画脚本。
本例中,以对顺序回路的人工操作为界限,可以将整个机构运动分为两大步——按启动按钮之后的动作和按返回按钮之后的动作。因为两个步骤之间并非自动过渡,而是需要人工干预,因此演示动画需要两段来分别表示它们。
因为在压力控制顺序动作回路中,不同的动作过程中有不同的元件受到物理作用,且这些元件之间没有实际机构相连接,因此我们需要在不同的动作过程中根据实际情况不断地调整设定的物理量。因此我们在上文将动画演示分为两大部分的基础上,再将它们分解成不同的视频片断。具体结构如图4-1所示。
图4-1 CAI演示结构图
通过对物理模拟量的不断调整,我们即可同其它动画设定过程一样,通过动画向导在指定的时间范围内制作回路动作的模拟动画。根据上述脚本制作出数个视频片段。最后利用视频编辑软件,如Premier等将所有片段根据脚本进行合成,即可制作出压力控制顺序动作回路的两部分动作的演示动画。
利用编程软件编制相应程序,使得这种人工干预能够切实地体现到CAI课件的演示过程中去,将更加有益于提高演示的效果。
在这里,选择VB6.0作为编程工具,主要使用了MCI控件实现该程序。程序的界面如图4-3所示。在本程序中,通过点击“启动”、“后退”按钮来控制回路两种工作过程视频的播放,以模拟出整个动作过程中的人工干预效果。
程序的源代码如下:
Option Explicit
Private Sub Command1_Click()
Dim mciCommand As String
mciSendString "close MyAVI", vbNullString, 0, 0
mciCommand = "open " + "ok1.avi" + " alias MyAVI"
mciCommand = mciCommand & " parent " & Picture1.hWnd & " style child"
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
With Picture1
.ScaleMode = vbPixels
mciCommand = "put MyAVI window at 0 0 " & _
.ScaleWidth & " " & .ScaleHeight
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
End With
mciSendString "play MyAVI", vbNullString, 0, 0
End Sub
Private Sub Command2_Click()
Dim mciCommand As String
mciSendString "close MyAVI", vbNullString, 0, 0
mciCommand = "open " + "ok2.avi" + " alias MyAVI"
mciCommand = mciCommand & " parent " & Picture1.hWnd & " style child"
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
With Picture1
.ScaleMode = vbPixels
mciCommand = "put MyAVI window at 0 0 " & _
.ScaleWidth & " " & .ScaleHeight
mciSendString mciCommand, vbNullString, 0, 0
End With
mciSendString "play MyAVI", vbNullString, 0, 0
End Sub
Private Sub Form_Unload(Cancel As Integer)
mciSendString "close MyAVI", vbNullString, 0, 0
End Sub
5 結论
通过液压回路系统CAI演示动画的制作实例说明了计算机辅助设计(CAD)在工程设计中的广泛的应用, CAD技术的发展推动了计算机图形图像和现代化机械工程的发展,它提高了设计者的设计效率、缩短了设计周期。CAD技术已经成为工业设计、机械制造业等工程领域不可或缺的重要技术。
参考文献
[1]王茹,雷光明.AUTOCAD计算机辅助设计(土木工程类).北京:邮电出版社,2010
[2]胡仁喜.solidwork2008中文版标准实例教程.北京:机械工业出版社,2010
浅议液压支架工作阻力计算 篇4
近年来, 随着开采深度增加, 地质条件逐渐复杂化, 回采工作面液压支架大量使用, 液压支架选型、工作阻力设定和顶板管理问题日见突出。本文基于悬臂梁假说及岩体力学, 结合上覆岩层的岩性特征, 通过分析和计算, 得出液压支架的工作阻力范围和顶板的周期来压步距, 为工作面液压支架的选型、工作阻力设定和工作面顶板管理提供研究方法和理论依据[1]。
1 模型设计
现在有多种液压支架选型设计模型, 大多数可以近似为分离的顶部挡块模型, 如图1所示。
在此模型中, 在每个单独岩层被认为是一个以煤面为铰接点的悬臂梁, 每个地层的自稳长度由各地层岩性决定, 根据悬臂梁模型引用以下公式计算得到液压支架荷载。
式 (1) ~ (5) 中, DF为额定阻力屈服系数, 取值1.25;L为第一层岩层的悬臂梁长度, m; (qn) 1为上覆n层岩层对第一层岩层产生的单位长度均布载荷, k Pa;S为支架宽度, 取1.75 m;hn为第n层地层悬臂梁厚度, m;T0为岩层极限抗拉强度, MPa;γn为第n层岩层的提体积力, k N/m3;Frd为支架载荷, k N;Fs为支架支柱工作阻力, k N;α为支架支柱与水平线的夹角, 取65°;FY为屈服载荷, k N;En为不同岩层的弹性模数, GPa。
以上数据会随着液压支架型号和宽度的改变而改变。必须强调的是, 在这个模型中使用下列假设:支架长度是4.5 m, 支架宽度是1.75 m, 支架支柱与煤壁间的距离为4.9 m, 支架支护长度为6.1 m, 支架支柱与水平线成65°夹角, 从而保证支架提供足够的水平力, 预防未支护的顶板冒落。这些参数中的任何变化将导致不同的液压支架能力要求[2]。
2 实例计算
假设图1所示第一层岩层控制的岩层为两层, 即n=3。各岩层厚度、体积力及弹性模量见表1。
根据模型设计中引用的公式计算各量:
a) 第一层本身的载荷, q1=γ1h1=23×4.0=92 (k Pa) ;
b) 考虑第二层对第一层的作用, 则:
c) 计算到第三层, 则第一层的载荷为:
d) 计算到第四层, 则第一层的载荷为:
由于 (q4) 1< (q3) 1, 所以只需考虑第一、二、三层对第一层载荷的影响, 因此图1中所示的第一层岩层所受的载荷大小为174.7 k Pa。则第一层岩层的悬臂梁长度为14.6 m。
2.1计算支架载荷支柱工作阻力及屈服载荷的最小值
2.2 计算支架载荷支柱工作阻力及屈服载荷的最大值
3 结语
数据表明工作面周期来压步距为14.6 m, 工作面液压支架工作阻力在周期来压时会达到最大值, 需要采用强制放顶措施或提前采取顶板预裂措施, 保证顶板及时垮落, 以保证液压支架正常工作。以上计算是在假设的条件下得出的数据, 在实际工作中要在开采区域内有计划的施工钻孔, 对每个钻孔的地层数据结合不同液压支架的参数进行分析和计算, 选出最适合的液压支架型号、工作阻力范围, 同时对顶板安全管理提出相应的安全管理措施, 从而为煤矿安全生产提供数据支持。
参考文献
[1]钱鸣高, 石平五, 许家林.矿山压力与岩层控制[M].徐州:中国矿业大学出版社, 2010.
液压计算 篇5
金通煤矿目前矿井开采5-1煤层南盘区, 在该盘区大巷东翼开采过程中, 揭露的煤层厚度为2.3~3.2 m, 工作面装备ZY5000/13.5/28型液压支架。而其接替工作面布置在大巷西翼, 规划布置5个综采工作面。根据5-1煤层资源储量估算图和51109工作面巷道实际揭露, 南盘区大巷西翼煤层厚度为2.57~4.79 m, 与东翼工作面煤层厚度相比, 厚度增大。在实际生产中, 需要考虑液压支架的架型及合理参数计算。
2 液压支架架型确定
2.1 选择原则
液压支架合理选型是综采成功的重要保证, 是工作面实现高产高效的关键设备。影响液压支架选型的因素很多, 主要有煤层顶底板稳定性、煤层厚度、煤层倾角、煤层赋存状况和瓦斯含量等。液压支架的选型原则是:支护强度与工作面矿压相适应;支架结构与煤层赋存条件相适应;支护断面与通风要求相适应;液压支架与采煤机、输送机等设备相匹配。
2.2 架型确定
由于该区域5-1煤层厚度为2.57~4.79 m, 与东翼工作面相比, 煤层厚度增大, 因此, 在工作面设备配置上选择两种方案:
方案一:利用已有的采煤机、刮板运输机和液压支架, 采用留底 (顶) 煤开采;
方案二:根据煤层厚度, 新购置一套大采高综采设备, 工作面一次全高。
两种方案都有优缺点。方案一优点:利用已有采煤、运输和支护设备, 无需重复投资;采煤工作面供电系统设备可配套使用;缺点:留底煤或顶煤开采, 工作面回采率低、煤炭损失量大, 与方案二相比估算损失煤量72.4万t, 工作面回采率约为74.5%, 不符合国家产业政策;工作面采空区遗煤多, 管理不当容易产生自燃, 影响矿井安全生产。方案二优点:工作面回采率高, 可达到国家规定的回采率标准;并且采空区遗煤少, 有利于采空区防火管理;能实现井田内薄厚煤层合理配采;为矿井下一步扩能改造提供设备保障。缺点:需新购置一套大采高综采设备, 估算需新增投资。
通过方案一与方案二优缺点的比较可知, 方案二虽然增加了投资, 但工作面回采率高, 并且采空区遗煤少, 有利于采空区防火管理, 同时能够实现井田内薄厚煤层合理配采;而方案一工作面回收率低, 并且不利于防火管理。所以决定采用方案二。
3 液压支架架型确定
3.1 支架高度的确定
根据地质条件和5-1煤层厚度, 该煤层最小厚度2.57 m, 最大厚度4.79 m, 可以确定该工作面最小采高2.60 m, 最大采高4.5 m。按煤炭行业标准《液压支架设计规范》 (MT/T556-1996) 的规定计算、选择液压支架。
3.1.1 支架最大结构高度确定
式中, Hmax为支架最大高度, m;hmax为煤层最大采高, 4.50 m;S1为伪顶或浮煤冒落厚度, 取0.2 m。
经计算, Hmax=4.70 m
3.1.2 支架最低结构高度确定
式中, Hmin为支架最低高度, m;hmin为煤层最小厚度, 2.60 m;S为在控顶区范围内顶板最大下沉量, 取0.2 m;a为支架卸载前移时的可缩余量, 取0.05 m。
经计算, Hmin=2.35 m
考虑到支架的经济性以及便于搬家倒面, 支架的最大高度确定为4.8 m。根据立柱的伸缩比以及运输条件, 支架的最低高度定为2.4 m。
3.1.3 支架应满足巷道净高
式中, H为巷道有效净高, m;h1为运输时支架离地高度, 取0.2 m;K1为运输时的安全间隙, 取0.2 m。
经计算, H≥2.8 m, 即巷道有效净高度应大于2.8 m。
3.1.4 支架应满足采煤机机面高度
式中, H0为允许采煤机最大机面高度, m;Hmin为煤层最小高度, 2.57 m;h0为采煤机上部支架厚度, 取0.3 m;K2为移架时的安全间隙, 取0.2 m。
经计算, H0≤2.07 m, 而机面高度为1.569 m, 满足要求。
3.2 支架支护强度的确定
3.2.1 按倍数岩重法计算液压支架的支护强度
式中, Q1为顶板压力, MPa;n为岩重倍数, 按中等稳定以下顶板考虑, 取8;m为最大采高, 取4.5 m;γ为顶板岩层容重 (密度) , 2.5 t/m3。
经计算, Q1=0.882 MPa, 即支架支护强度取0.90 MPa。
3.2.2 用估算法计算液压支架的支护强度
式中, Q2为顶板压力, MPa;M为最大采高, 取4.5 m;γ为顶板岩层容重 (密度) , 2.5 t/m3;n为顶板来压不均衡的安全系数, 取2.0;α为煤层倾角, (°) ;K为顶板岩石碎胀系数, 取1.4。
经计算Q2=0.551 MPa, 即支架支护强度取0.90 MPa, 满足要求。
3.3 选型结果
根据以上计算, 工作面液压支架支护强度不小于0.882 MPa, 结合煤层高度, 选用ZY7600/23.5/48型液压支架。
3.4 液压支架支护强度校核
根据支护强度、配套设备尺寸、支架顶梁长度和最大空顶距计算支架工作阻力如下:
式中, B为架间距, 取1.75 m;p为支架支护强度, 取0.882 MPa;LK为最大空顶距, 取0.8 m;LD为顶梁长度, 取3.74 m。
经计算, P=7 007 k N<7 600 k N, 因此, 支架选型合适。
4 技术经济效益的分析
4.1 大采高液压支架投资估算
根据综采工作面设备选型结果, 并考虑增加部分满足生产需要的供电设备, 按照市场调研价格对投资进行估算。投资估算如表1所示。
根据估算结果, 装备南盘区西翼工作面需投资5 381万元。
4.2 经济效益分析
根据计算, 南盘区西翼5个工作面可采储量353万t, 更换综采工作面设备后估算可采出煤量335.4万t, 比利用原有设备多采出煤量72.4万t, 工作面回采率由74.5%提高到95%。估算南盘区西翼5个工作面更换综采设备可采出煤量335.4万t, 按照150万t/a生产能力计算, 服务期为2.2 a。装备南盘区西翼工作面需投资5 381万元, 工作面原煤产量150万t/a, 吨煤实现利润55元, 实现利润8 250万元/a。按静态投资计算, 投资回收期为0.65 a。西翼工作面采完后, 该套设备仍可用于其他矿井开采使用。另外, 煤炭资源回收率提高, 使采空区遗煤减少, 降低了采空区自燃发火几率, 有利于矿井安全生产。
5 结论
经过方案比较, 选择大采高液压支架是合理可行的;大采高液压支架能够保证工作面的回采率, 使每个工作面多出煤72.4万t, 有利于提升矿井生产能力, 增加经济效益;设备投资回收期短;采用大采高液压支架, 使采空区遗煤减少, 降低了采空区自燃发火几率, 有利于矿井安全生产。
摘要：针对金通煤矿5-1煤层南盘区开采的实际情况进行液压支架选型方案比较, 确定了大采高液压支架是合理可行的;通过选用ZY7600/23.5/48型大采高液压支架, 能够保证工作面的回采率, 有利于提升矿井生产能力, 同时减少采空区遗煤, 降低了采空区自燃发火几率。
液压计算 篇6
液压支架是综合机械化采煤工作面不可缺少的配套液压动力设备。支架高度和工作阻力是支架选型最重要的2个指标参数, 对支架的宽度、重量、油缸直径等参数起着决定性作用, 也是工作面其它设备配套选型的重要依据[1,2,3]。合理的支架高度能够最大化地采出地下煤炭资源, 且能使工作面快速推进, 是工作面高效生产的关键因素;合理的支架工作阻力能够有效地控制矿山压力, 确保采场作业人员和设备的安全, 是工作面顶板控制和安全生产的最重要因素。现在, 多数矿井工作面采用全部垮落法处理采空区顶板, 直接顶随采随垮, 液压支架的适应性较强, 易于控制采场围岩应力。而在一些矿区的煤层顶板, 或某些矿区的个别煤层顶板较坚硬, 直接顶即为基本顶, 采空区顶板不易垮落, 工作面支架所承受的围岩应力增大, 易出现采空区顶板大面积垮塌及支架压架现象。可见, 在液压支架选型时, 特别是在坚硬顶板条件下, 研究液压支架的高度和工作阻力, 对于煤矿综采工作面安全高效开采具有重要意义。
1 矿井煤层顶底板概况
成庄煤矿是晋城煤业集团的主力生产矿井之一, 生产能力为830万t/a。井田内含煤地层中可采及局部可采煤层有3层, 煤层编号自上而下为3#、9#、15#, 可采煤层平均厚12.15 m。成庄煤矿矿井地质柱状图如图1所示。
成庄矿主要可采煤层具体情况为: (1) 3#煤层:3#煤层位于山西组下部, 沉积稳定, 上距K8底界32.23 m, 下距K7顶面6.12 m。厚4.30~7.68 m, 平均6.44 m, 硬度为0.2~0.4。结构简单, 含夹矸0~4层, 一般1~3层, 夹矸厚度不大, 单层最大厚度0.35 m, 一般小于0.20 m。煤层顶板多为粉砂岩, 底板多为泥岩, 少数为粉砂岩, 为全区稳定的主要可采煤层, 也是矿井目前的开采煤层。 (2) 9#煤层:位于太原组中部, 下距K3灰岩19.48 m, 距15#煤40.29 m, 沉积较稳定。厚0.15~2.00 m, 平均厚1.09 m, 含矸0~2层, 结构简单。顶板为粉砂岩, 底板为粉砂岩, 局部为泥岩, 为较稳定的大部分可采煤层。 (3) 15#煤层:位于太原组底部, 下距K1奥灰岩顶面9.76 m。厚1.29~5.63 m, 平均3.68 m。结构复杂, 含夹矸0~7层, 一般1~4层。顶板为K2石灰岩, 个别地段为泥岩;底板为泥岩, 局部为粉砂岩。为全区稳定的主要可采煤层。
成庄矿分5个盘区进行开拓。目前, 该矿3#煤层一盘区、二盘区已开采完毕, 三盘区即将开采完毕, 主采四盘区和五盘区。现15#煤层一盘区开拓延伸, 首采工作面即将圈定, 需要对首采工作面的开采设备进行选型配套, 而液压支架的高度和工作阻力必须优先确定, 进而对其它开采设备进行配套选型。
成庄矿15#煤层顶板为石灰岩 (K2) , 厚6.49~12.92 m, 平均10.44 m;抗压强度11~74.9 MPa, 平均34.93 MPa;抗拉强度0.95~5.09 MPa, 平均2.27 MPa。参照开采条件相似且相邻的凤凰山矿、寺河矿二号井15#煤层工作面的相关参数, 基本顶的初次来压步距平均为34.5 m, 周期来压步距平均为15.8 m。底板岩石以泥岩为主, 局部为粉砂岩或细砂岩, 一般厚2.2~4.5 m, 平均3.8 m, 抗压强度4.6~19.6 MPa, 平均9.67 MPa, 抗拉强度0.71~1.27 MPa, 平均1.01 MPa。
根据文献[2, 3]中顶底板分类有关内容, 该矿15#煤层直接顶为Ⅲ稳定顶板或Ⅳ类坚硬顶板, 且以Ⅳ类坚硬顶板为主, 基本顶 (直接顶) 分级应为Ⅲ级来压强烈顶板, 底板属于Ⅱ类松软或Ⅲ较软类型。
2 支架高度确定及架型选择
2.1 液压支架高度确定
为了掌握成庄矿15#煤层的厚度情况, 在一盘区施工32个地质钻孔, 二盘区施工24个地质钻孔, 其它盘区施工了23个地质钻孔。根据地质钻孔中显示的煤层厚度绘制出15#煤层等厚线图, 对矿井区域内各盘区15#煤层的厚度做了具体的划分, 并计算出相应的面积。
成庄矿15#煤层各盘区煤层厚度分布情况如表1所示。
从表1可看出, 成庄矿15#煤层中, 多数区域煤厚集中在2.5~4 m, 从一盘区至其它盘区, 4 m以上煤厚的区域逐渐增多。各盘区煤厚2.5~5 m所占的比例均在90%左右, 二盘区2.5~5 m煤厚所占比例高达97.94%。因此, 可以将支架最低高度定为2.4 m, 最大高度定为4.5 m, 即支架高度2.4~4.5 m, 从而可以大大提高支架对煤层厚度的适应性, 也能大大提高煤炭资源的回收率。
2.2 支架架型选择
根据15#煤层围岩可控程度选择支架架型。按照采煤工作面围岩可控程度分组, 成庄矿15#煤层围岩属于较难控围岩或难控围岩类型, 因此, 应该选择四柱支撑掩护式液压支架。另外, 15#煤层≥3.5 m厚区域也较大, 支架选型时, 宽度及控顶距参数设计应该参照大采高工作面支架参数。
选择四柱支撑掩护式的优点在于, 在回采过程中, 支架能有效抵御由采空区坚硬顶板垮落的大块矸石对支架尾梁的巨大冲击力, 避免出现支架仰俯角、歪斜度过大现象, 杜绝倒架事故, 且四柱支撑掩护式支架能提供足够大的切顶力。另外, 晋煤集团其它矿井15#煤层工作面开采均采用四柱支撑掩护式支架, 具有现场实践经验。
3 支架工作阻力计算
3.1 采高容重法
按采高容重法经验公式计算, 要求支架能够支撑4~8倍采高的岩石质量, 则支架的实际工作阻力公式为:
式中:M为采高, 取4.5 m;R为容重, 取2.5×103kg/m3;g为重力加速度, 取9.8 N/kg;B为支架中心距, 取1.75 m;lK为支架最大控顶距, 取5.9 m;α为煤层倾角, 取0。
经计算, 支架实际工作阻力为9 106.65 k N。
在实际生产过程中, 支架的支撑效率往往不能达到100%, 因此, 理论工作阻力应大于实际所需的阻力, 即:
式中Ks为支架的支撑效率, 支撑掩护式支架取0.85 (支掩式掩护支架Ks=0.65~0.75;支顶式掩护支架Ks=0.8~0.9;支撑掩护式支架Ks=0.8~0.95;支撑式支架Ks=0.9~0.96) 。
经计算, 支架的理论工作阻力为10 713.71 k N。
3.2 顶板结构法
按顶板结构支架阻力公式计算, 基本顶初次来压时支架工作阻力公式为:
式中:mZ为基本顶下方垮落岩层的厚度, m;RZ为基本顶下方垮落岩层的容重, kg/m3;mE为基本顶岩层的厚度, m;RE为基本顶岩层的容重kg/m3;CE为基本顶初次垮落步距, m。
成庄矿15#煤层上方直接赋存6.49~12.92 m (平均10.44 m) 的K2石灰岩坚硬顶板, 即认为是基本顶。因此, mZ=0;mE取最大厚度, 即mE=12.92 m;RE=2.5×103kg/m3;CE=34.5 m (凤凰山矿、寺河矿二号井15#煤顶板实测) 。
经计算, 基本顶初次垮落时, 支架工作阻力为9 555.56 k N。考虑到支架支撑效率:F理=F/Ks
经计算, 基本顶初次垮落时支架的理论工作阻力为11 241.84 k N。
3.3 行业标准计算
根据文献[3]行业标准, Ⅰ~Ⅳ级基本顶额定支护强度下限计算式为:
式中:N为直接顶充填系数, 本验算取0;C0为基本顶周期垮落步距, 15.8 m;其他符号同上。
经计算, 基本顶额定支护强度下限为799.86 k N/m2。
液压支架工作阻力计算式为:
经计算, 液压支架工作面阻力为9 715.95 k N。
综上计算分析可得, 成庄矿15#煤层开采液压支架工作阻力应不得低于12 000 k N。
4 工程类比
类似顶板条件下, 凤凰山矿15#煤层XV1304工作面选用ZZ8000/17/32型支撑掩护式支架, 最大控顶距lK凤=5.76 m, 支架中心距B凤=1.5 m, 采高M凤=2.4 m。经计算, 基本顶额定支护强度液压支架工作阻力F凤=6 474.76 k N。运用工程类比法, 成庄矿15#煤工作面支架阻力F=12 004.71 k N。
另外, 根据文献[4], 凤凰山矿XV1304工作面基本顶初次垮落期间, 液压支架工作阻力多数在4 000~7 000 k N之间, 最高达到7 457.5 k N。此外, 支架安全阀整定值在7 000 k N左右, 回采期间部分支架频繁卸载, 支架末阻力都保持在较高水平。凤凰山矿15#煤层XV1304工作面支架工作阻力理论计算为6 474.76 k N, 实测最高7 457.5 k N, 成庄矿15#煤层工作面支架工作阻力理论计算需9 715.95 k N, 则参照凤凰山矿开采实践, 预计成庄矿15#煤层工作面液压支架工作阻力最高Fmax=11 190.64 k N。
通过工程类比可见, 成庄矿15#煤层开采液压支架工作阻力选择不低于12 000 k N是合理的。
5 结语
成庄矿15#煤层开拓延伸, 一盘区首采工作面即将圈定, 工作面液压支架高度和工作面阻力两个重要参数的确定迫在眉睫。通过对15#煤层施工地质钻孔, 根据煤层的赋存情况, 确定了支架最低高度2.4 m, 最大高度4.5 m。充分考虑该煤层顶板为稳定的坚硬顶板特性, 通过运用采高容重法、顶板结构法及行业标准计算方法对液压支架的工作阻力进行计算, 可知该矿15#煤层开采支架工作阻力应不低于12 000 k N。最后通过与开采条件相似的凤凰山矿15#煤层工作面开采工程类比验证, 得知所选取的支架工作阻力是合理的。
摘要：液压支架高度和工作阻力是综采工作面支架选型最重要的2个指标参数。为了确定成庄煤矿15#煤层开采液压支架的高度和工作阻力, 依据该煤层地质钻孔中显示的煤层厚度绘制了15#煤层等厚线图, 并分盘区计算出不同煤层厚度范围相应的面积, 根据煤层厚度的集中度确定了液压支架的高度。运用采高容重法、顶板结构法及行业标准计算方法, 对该矿坚硬顶板条件下液压支架的工作阻力进行了计算。通过与顶板条件相似的凤凰山矿15#煤层工作面开采工程类比可知, 成庄矿15#煤层开采液压支架工作阻力选择不低于12 000 kN是合理的。
关键词：坚硬顶板,液压支架高度,工作阻力,工程类比
参考文献
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液压阀试验台计算机控制系统 篇7
液压支架用阀做为煤矿液压支架的关键控制元件,其性能的好坏直接影响到整个液压系统。液压阀试验台的研制为液压阀提供了必备的试验条件,具有重要的工程应用价值,本文采用了西门子S7-200系列PLC,结合液压阀试验台液压系统的控制要求,开发了一套新型液压阀试验台控制系统。
1 液压阀试验台的工作原理
液压支架用阀试验台控制系统液压原理图如图1所示。液压阀试验台系统由液压系统和油液系统两部分组成。油液系统给增压缸和被试元件提供泵源压力,并控制改变流量。油液经滤油器进入由溢流阀6、换向阀7和两个调压阀8组成的油系统阀块,实现了油源压力调节。电磁换向阀11、可调单向节流阀12和一个二位二通电磁换向阀13来实现增压缸14的增压充液。电磁阀13得电时,大小流量两档增压输出,失电时,实现卸荷回液和增压缸充液回程。乳化液泵用于对试验充液,排油口处的卸荷溢流阀9用于调整次充液压力。经增压缸增压后的油液进入试验系统部分。该试验系统由二位三通电磁换向阀15、压力表17及压力传感器18等组成。
1-滤油器;2-温度计;3-油泵;4-乳化液泵;5-电机;6-溢流阀;7-调压换向阀;8-调压阀;9-卸荷溢流阀;10-单向阀;11-电磁换向阀;12-调速阀;13-二位二通阀;14-增压缸;15-二位三通阀;16-蓄能器;17-压力表;18-压力传感器
2 液压阀试验台测控系统的设计
试验台测控系统主要由PLC控制器、工业控制计算机、传感器等组成。系统的控制结构框图见图2。
试验台通过传感器将信号输送到PLC控制器,经PLC处理后,由RS-232实现与计算机的通信,接收到反馈信息后,通过改变PLC的程序来控制电磁阀,实现自动控制。系统的监控和管理由上位机通过VB的MSComm控件完成。
2.1 PLC控制系统的设计
可编程控制器PLC具备了控制程序可随工艺改变、易于计算机接口、可靠性高、抗干扰能力强等优点,已成为替代传统继电器控制线路的升级换代产品。本试验台采用SIMATIC S7-200系列PLC作为控制系统的核心部件。现以安全阀和截止阀为例进行控制系统设计。
首先给各输入、输出变量分配地址,其次根据控制过程设计出梯形图程序,最后进行调试。输入、输出(I/O)地址分配见表1。
梯形图是使用最多的PLC图形编程语言,与继电器控制系统的电路图相似,试验控制的梯形图见图3。
2.2 控制系统的软件设计
本系统的软件部分主要由数据采集处理和数据管理两部分组成,主要完成数据采集的控制、处理、管理以及试验报告输出。
PLC具有极高的可靠性,一般用于执行现场的控制任务,但是它的人机接口功能较差。个人计算机(PC)的价格便宜,软件资源丰富,人机接口功能较强。PLC与个人计算机通过通信连接起来,用PC作为上位计算机,主要完成数据通信、网络管理、人机界面(HMI)和数据处理等功能。
上位机通信程序是在VB6.0环境下开发的。VB是一种可视化的、面向对象和采用事件驱动方式的结构化高级程序设计语言,可用于开发Windows环境下功能强大、图形界面丰富的应用软件系统。在Windows环境下,操作系统通过驱动程序控制各硬件资源,不允许用户象在DOS环境下那样直接对串口进行底层的操作。为此,VB提供了一个串行通信控件Microsoft Comm Control,简称MSComm控件。试验员只需设置和监视MSComm控件的属性和实践,就可以实现串行通信。
人机界面(HMI)一般用于操作人员与控制系统之间进行对话和相互作用。采用VB6.0的控件组合及代码可以为监控系统设计界面。
3 结论
液压支架用阀试验台是煤矿液压系统的重要组成部分,本试验台采用PLC控制大大提高了设备的工作效率和测试精度,同时采用VB进行编程实现自动化管理,使操作更加方便,整体上为煤矿液压支架用阀试验研究提供了更可靠的技术保障。
参考文献
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液压计算 篇8
关键词：液压支架,多计算机,互控,CAN总线
引言
综采工作面液压支架计算机电液控制系统 (以下简称:支架电液控制系统) 是一个多计算机控制系统, 工作面中的每台液压支架上均有一台计算机支架控制器, 监控本架支架。通过通信接口将工作面所有支架上的控制器连接起来, 形成局域通信网, 控制器之间可以相互传递信息。控制器除了对本架支架控制和监测以外, 还可以接收其它控制器发送的控制命令, 控制本架支架动作, 或向其它控制器发送控制命令, 接收到命令的控制器控制自己的支架执行动作, 支架电液控制系统就能够实现本架控制、邻架控制、隔架控制、成组控制、采煤机位置自动控制等功能。目前, 煤矿现场使用的支架电液控制系统由多家公司或厂家提供, 有德国DBT, 美国JOY等国外公司以及国内公司如北京天玛、郑煤机等, 不同公司系统的通信结构或协议是不一样的。本文通过对常见几种多机通信结构进行分析, 探讨适用于支架电液控制系统的通讯结构。
1 多机通信网络结构的特点
常见的多机通信网络结构如图1所示, 有星型结构 (图1a) 、环型结构 (图1b) 、主从总线结构 (图1c) 、多主总线结构 (图1d) 。
(1) 星型结构 (图1a) 采用集中式控制, 所有子机通过独立的通信线路连接到中心计算机 (或集线器) , 子机之间没有直接的通信线路。一旦中心计算机出现故障, 将导致全网瘫痪, 失去控制功能, 且它对各子机的信息处理能力较低。因此, 星型结构在高可靠性的应用领域受到限制, 不适用于支架电液控制系统。
(2) 环型结构 (图1b) 简单, 邻机之间传输速度快, 每个子机只与两个相邻的子机相连, 不相邻子机的信息传递必须通过中间子机的传递才能实现, 任何子机出故障势必造成整个网络的中断, 维护不方便。环型结构节点的扩展和移动都不方便。德国DBT公司的支架电液控制系统采用环型通信结构。
(3) 主从总线结构 (图1c) 只有一个主机 (上位机) , 其余均为子机 (下位机) 。主机发送的信号可被所有子机接收, 子机发送的信号只能由主机接收, 子机与子机之间不能直接通信, 必须通过主机来实现。任何一台从机发生故障不影响整个系统的正常工作。一旦主机发生故障, 将导致整个系统瘫痪。通常系统有两台主机, 一台工作, 一台备用, 以增加系统的可靠性。系统的通信有主机统一控制管理, 通信软件比较简单。子机之间的间接信号传递制约了系统的响应速度和实时性。美国JOY公司的支架电液控制系统采用主从总线通信结构。
(4) 多主通信总线结构 (图1d) , 在一根通讯总线上连接着多个节点, 每个节点就是一个子机或主机。任何节点可作为主控节点控制其它节点, 也可以作为被控节点被其它节点控制, 节点是主控还是被控是随机的, 比较灵活。节点之间可以直接传递信息, 响应速度快。系统中任何节点发生故障时, 不会影响整个系统的正常工作, 可靠性高。当多个节点要同时占用通信总线时, 通过总线的仲裁, 便可顺利解决信号冲突的问题。总线的电缆数量少, 结构简单, 易于扩充。
由以上分析可见, 由对于节点 (或子控机) 之间要求互控的支架电液控制系统而言, 多主总线结构是最理想的选择, 子控机之间直接传递信号, 系统响应速度快, 实时性和维护性好。国内生产的支架电液控制系统均采用多主总线结构, 绝大多数采用CAN现场总线。
2 多主通信总线在支架电液控制系统中的应用
2.1 采煤工作面工况
液压支架在工作面中完成采煤过程中的支护顶板, 为机采设备和人员提供安全的工作空间, 推进机采设备。同时要求液压支架与采煤机和刮板输送机三机动作相互协调, 提高生产效率和安全性。液压支架与其它两机的协调关系要求有一个通信结构可靠、合理的计算机电液控制系统。
根据采煤工作面运行工况以及满足液压支架与采煤机、刮板输送机的相互协调关系, 由CAN总线的响应速度快、可靠性高、通信实时性好、纠错能力强等优点, 本文就CAN (Controller Area Network, 控制器局域网络) 总线结构的液压支架计算机控制系统进行详细分析。
2.2 系统原理结构与功能
2.2.1 系统原理结构
基于CAN总线的支架电液控制系统结构如图2所示。顺槽主控机和所有子控机均连接在CAN总线上, 顺槽主控机通过光缆与地面监控站连接。系统中每架支架由一台子控制监控, 构成支架计算机控制子系统 (如图2虚线框所示) , 由子控机完成对本架支架动作的控制和监测。同时通过CAN总线实现子控机之间的通信, 完成系统的邻架控制、隔架控制、成组控制和采煤机位置自动控制等功能;
顺槽主控机通过接收CAN总线的信息, 监测整个工作面支架运行工况, 并将整个工作面支架运行工况以动画形式实时显示在监视器上, 同时将监测到的数据通过光缆传递给地面监控站。操作人员可以直接通过操作顺槽主控机对工作面支架进行控制。
地面监控站将顺槽主控机传来的数据进行分析处理、保存、将整个工作面支架运行工况实时显示出来, 可以通过地面监控站完成对工作面支架的控制。
2.2.2 子控机结构原理
子控机的结构如图4所示, 是以ARM单片机为核心, 扩展了键盘、LCD显示器、红外接收器, 控制放大隔离电路, 检测电路和CAN通信接口电路等。CAN总线连接上位机与下位机, 通过操作子控机键盘实现对本架支架的控制, 通过单片机串口通信接口向其它子控机发出命令, 接收到命令的子控机控制自己的液压支架执行相应的动作。显示器同步显示工作面状态, 并及时报告故障位置, 让操作人员进行处理。
2.2.3 系统通信控制
主控机和子位机均挂接在CAN总线上 (如图3) , CAN总线是一种典型的多主工业现场通信总线, 通信方式灵活, 任何一台子机都可以作为其它子机的控制机, 实现采煤工作面液压支架的邻架、隔架、成组控制以及采煤机位置自动调整控制。因此在液压支架自动控制中得到广泛应用。根据CAN总线的通信协议, 以及系统中需要进行通信的一些数据要求, 制定了相应的工程报文格式, 如表1所示, 经验证可以完成数据的传输, 实现各控制机之间的信息传递和相互控制。
其中, 字节4到字节11位用于存储数据帧的实际传输数据, 数据6、7、8为保留位, 方便以后添加, 用于传输一些检测到的数据。
3 结语
通过四种常用多计算机通信结构的比较分析可知, 除星型结构之外, 其余三种均可用于液压支架的计算机多机控制系统。其中, 多主总线结构节点之间能直接传递信息, 对于具有互控性要求的液压支架计算机控制系统而言是最合理通信结构。分析了以CAN总线为系统通信结构的支架多机控制系统和子控机的组成结构、工作原理, 制定了系统的CAN报文结构格式。综上所述, 基于CAN总线的计算机电液控制系统的响应速度快、可靠性高、实时性强、可维护性好。是液压支架计算机电液控制系统的最佳选择。
参考文献
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液压计算 篇9
压路机双桥液压换挡使用两个变量马达，单桥换挡的含义是只有一个桥有换挡功能。单轮振动压路机的单桥换挡是在驱动桥装变量马达，或者设置机械变速器加定量马达，在振动轮上只有定量马达和行星减速器。
巧妙布置机械传动系统能使i Fr R≈i Rr F，这样可选用两只规格相同的驱动马达，从而通过增加马达的订货批量降低采购成本。由于q F=q R和n F≈n R，并且必然hvF=hvR。设定马达的排量为q M和容积效率hvM，从而可将双变量马达排量的计算与比值eM/dV的计算简化为下式
式(12)中的n P、n R及hvP、hvM应按马达变量前的条件取，式(13)中的n′F、n′R及h′vP、h′vM应按马达变量后的条件取。
在i Fr R≈i Ri F的情况下，还可选用一只定量马达与另一只变量马达相组合成两挡变速的液压驱动系统。这时，为了扩大变速范围，需选用较小的变量马达斜盘倾角，但过小的斜盘倾角将导致液压系统的传动效率陡降。一般可以选用最小值eM=0.225，由此也就确定了马达变量的容积效率折算系数dV。例如取前轮马达为定量，应将变速前后的两个流量方程式联立求解(式中QP为泵流量)，则列成方程组
式(14)中的n F、n R及hvP、hvM按马达变量前的条件取，n′F、n′R及h′vP、h′vM按马达变量后的条件取，折算系数dv按DP′n及eM计算得出。将此等参数及qp、np代入(14)，即可求前后驱动马达的排量q F和q R，再乘eM而得q′F、q′R。若将此变量马达作分级变排量，同样能实现压路机的中间挡位行驶速度。表3所列的为20t单轮振动压路机行走驱动液压系统的两个匹配方案，因为是i Fr R≈i Rr F，所以用式(12)、(13)和(14)作计算。
在液压系统的匹配过程中，无论是哪种方案的计算都必须遵循这样三个原则：(1)传动效率的取值应按每一种工况计算的DP、eP、n F、n R得出，不能前后混淆;(2)泵和马达的计算排量应按标准系列选定，并确认其额定值;(3)由于各种技术参数之间的相互影响，以及泵和马达传动效率的取值难以准确，应反复计算与调整方可确定。
5行驶驱动系统的验算
在选配液压系统泵与马达之后，应进行必要的验算与调整。对不同的匹配方案要做好分析比较，以便从中选优。验算内容包括压路机的牵引力与行驶速度能否适应各种工况的需求，以及液压元件的规格是否合理及综合传动效率是否高。
验算先要确定行走驱动系统在各种工况条件的分配功率。发动机一般都要有一定比例的储备功率，且要靠成标准系列，所以驱动系统的实际分配功率都会大于其所需的功率计算值。另外压路机在振动压实时不得加速，而行驶时又不得振动，所以在验算驱动系统的输出特性时所采用的原始数据并不能与液压系统匹配计算的完全相同。
一般来说压路机的振动功率是一个比较稳定的值，而转向功率所占比例不大，也可视为定值。压路机的牵引功率却随地面特征而浮动的范围很大，所以发动机的储备功率多是为压路机行走驱动而设的。在补油泵工作压力Pb(MPa)与流量Qb(L/min)确定的情况下，压路机行走驱动泵应有的输入功率NP(kW)为
NP=Ne H-Ne V-Ner-Qb Pb/60(15)
式中NeH—发动机的额定输出功率(kW);
NeV—压路机振动系统的分配功率(kW),
振动泵功率加补油功率;
Ner—压路机转向系统的分配功率(kW),
转向泵功率加0.2k W背压损失功率。
由全驱动单轮振动压路机行驶驱动的输出特性分析得知，压路机驱动系统所具有的牵引力PK(kN)与行驶速度v(km/h)的计算式为
式中Cm、Cv—振动轮的牵引力及速比分配系数，与前后轮的传动系统及动力半径有关。
按式(17)、(18)估算ePN及DP、nF、n R，并依此查得液压系统的传动功率。
式中C—不计液压传动效率时振动轮的速比分配系数。
按式(16)计算16t和20t单轮振动压路机的液压匹配方案作出的牵引特性(PK-v)曲线如图4、5、6所示。同样用式(16)、(17)、(18)可计算和作出静碾压实和高速行驶的牵引特性曲线。另外图中还可以画出压路机在振动压实和高速行驶诸工况的计算牵引力P′K(即必需的最小牵引力)及其最大附着力Pf，从此可验证行驶驱动系统是否符合行走牵引的充要条件Pf≥PK≥P′K。
表中:Pn为泵功率NP与速度vn的对应牵引力;h K为P′K-v K或P′K-vmax相对应的机液综合传动效率。
最小牵引力P′K与最大附着力Pf在理论上与行驶速度无关，所以在牵引特性曲线图上均画成水平直线。
附着力是支撑压路机行驶而不滑转的地面反作用力。压路机的附着力大小与其工作重量、结构参数、地面坡度及驱动轮对地面的附着系数有关，压路机在水平地面上行驶时能有其最大的附着力。对于全驱动的单轮振动压路机，可按下式(19)计算附着力Pf。
式中y—振动轮的重量分配比;
f1—压路机轮胎对地面的附着系数，压实工况取0.60，公路行驶取0.65;
f2—压路机光轮对地面的附着系数，压实工况取0.40，公路行驶取0.45。
在振动碾压工况，由P′K与牵引特性曲线的交点即可得出在符合正常条件下压路机能够实现的最高速度v K。对于无振碾压和行驶工况，在正常条件下有较vn更高的行驶速度vmax。v K与vmax可以根据P′K用近似线性关系求解，以试算法逼近计算结果。表4、表5为根据两个单轮振动压路机所列液压系统匹配参数而计算的压路机行走驱动牵引特性主要数据。
